1、目录1 序言 12 总体设计 12.1 设计车型相关参数 12.2 结构形式选择 23 离合器主要参数的确定 23.1 离合器主要参数的确定 23.2 摩擦片基本参数的优化 33.3 膜片弹簧主要参数的选择 .53.4 膜片弹簧的优化设计 63.5 膜片弹簧的载荷与变形关系 .73.6 扭转减振器设计 .113.7 减振弹簧的设计 113.8 从动盘毂 .134 压盘和离合器盖 .144.1 压盘设计 144.2 离合器盖的设计 .15结 论 16参考文献 17文献检索摘要 1811 序言离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的
2、输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。2 总体
3、设计2.1 设计车型相关参数主要性能参数为，在 4500 转每分钟时到达最大转矩，182N.m。发动机的最高转速5400(r/min)。主要技术参数：整车整备质量 am1210Kg；主减速比 i0=4.434；变速器一档传动比 ig=3.455；轮胎型号 185/65 R152.2 结构形式选择2.2.1 选择从动盘数其发动机的最大转矩不大，且总质量在 5t 一下，同时布置尺寸容许，故选用单片离合器。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。2.2.2 选择膜片弹簧的支撑形式为了防止膜片弹簧支承
4、处产生间隙，这里采用了无支承环的支承形式，即将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。 2图 2-1图 3-1 为本设计中采用的拉式膜片弹簧无支承环的支承形式，即将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。3 离合器主要参数的确定3.1 离合器主要参数的确定采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力矩 cT应大于发动机最大扭矩 maxeT摩擦片的静压力： maxeC（3.1） 式中： 离合器后备系数（ 1） 式中： 82maxeTN.m（1）后备系数 是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择 时，应从以下几个方面考虑：
5、a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车 =1.21.75。结合设计实际情况，故选择 =1.5。则有 可有表 3.2 查得 1.5。表 3.2 离合器后备系数的取值范围车型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.201.75最大总质量为 614t 的商用车 1.502.25挂车 1.804.00摩擦片的外径可有式: maxeDTK （3.3） 求得 DK为直径系数，取值见表 3.3 取 6.14 得 D=196.96mm。3表 3.3 直径系数的取值范围车型直径系数 D
6、K乘用车 14.616.018.5(单片离合器)最大总质量为 1.814.0t 的商用车13.515.0(双片离合器)最大总质量大于 14.0t 的商用车 22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):表 3.4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325内径 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5DdC0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585310.676
7、 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800单面面积 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546选取外径 D=225.3.2 摩擦片基本参数的优化（1）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 02053.4ccc TdDZT（3.7）式中， 0cT为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2) ，可按表 3.6 选取经检查,不合格。故增大外径 D。取外径 D=250， ,35.09.0Tc不合格。取外径 D=280， 2 合格。故外径取 280mm。表 3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值
8、离合器规格102501325201/cT028 030 035 040（2）摩擦片的内、外径比 C应在 0.530.70 范围内，即7.0589.3.0 C（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的 值应4在一定范围内，最大范围为 1.24.0。（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器振器弹簧位置直径02R约 50mm，即5dmm （6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力 0p的最大范围为 0.101.50MPa,离合器的静摩擦力矩为： ccfFZRT （3.4）与式（3.1）联立得： 3max012CfzDp
9、e（3.5）f=0.2,D=280,z=2, 代入数据得：单位压力 15.0pMPa。10.MPa 15.0pMPa 0.MPa（7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即 24dDZW（3.8）式中, 为单位摩擦面积滑磨(J/mm2)； 为其许用值(J/mm2)，对于乘用车：40.J/mm2，对于最大总质量小于 6.0t 的商用车： 3.0J/mm2，对于最大总质量大于 6.0t 商用车： 25.0J/mm2：W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J） ，可根据下式计算 20218graeimnW
10、（3.9） 式中， a为汽车总质量(Kg)； r为轮胎滚动半径（m） ； gi为汽车起步时所用变速器挡位的传动比； 0i为主减速器传动比； en为发动机转速 r/min，计算时乘用车取 20r/min，商用车取 15r/min。其中： 34.0i 45.31gi 75.12/)*65.84.2*(rmm , 1amKg 代入式（3.9）得5130WJ，代入式（ 3.8）得 4.01.，合格。摩擦片的摩擦因数 f取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表 3.5 查得：摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器
11、，因此 Z=2。离合器间隙 t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙 t 一般为34mm。取 t=4mm。3.3 膜片弹簧主要参数的选择1. 比较 H/h 的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形 1 之间的函数关系可知，当 2hH时，F2 为增函数； 2hH时，F1 有一极值，而该极值点又恰为拐点； 时，F1 有一极大值和极小值；当 时，F1 极小值在横坐标上，见图 3.1。1- 2/hH 2- 2/h 3- 2/hH4- 5- 图 3.1 膜
12、片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 通常在 1.52 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 24mm，本设计 2h ，h=3mm ，则 H=6mm 。2. R/r 选择通过分析表明，R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r 常在 1.21.3 的范围内取值。本设计中取25.1rR，摩擦片的平均半径25.14dDRcmm， cRr 取 12rmm 则40mm。63.圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角 一般在 159范围内，本设计中rRHrarctn得 27. 。在
13、159之间，合格。分离指数常取为 18，大尺寸膜片弹簧有取 24 的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取 12 的，本设计所取分离指数为 18。4.切槽宽度 .321mm， 1092mm，取 5.31mm， 102mm， er应满足er的要求。5. 压盘加载点半径 1R和支承环加载点半径 1r的确定1r应略大于且尽量接近 r， 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 137mm，5mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 60SizMnA，当量应力可取为 16001700N/mm2 。6. 公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，
14、压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。3.4 膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 hH与初始锥角 rRH应在一定范围内，即 2.6.hH1579rR（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 3.25.10.937（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径 1R（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 1r）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式： 24/)(1DRd拉式： 1402/5.1r7（4）根据弹簧结构布置要求， 1R与 ， fr与 0之差应在一定范围内选取，即6311R0
15、r40f（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式： 5.43.21rRf拉式： 0.95.1f由（4）和（5）得 0frmm， 40rmm。3.5 膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图 3.2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时） 。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用 F1 表示，加载点间的相对
16、变形（轴向）为 1，则压紧力 F1 与变形 1 之间的关系式为: 2111212 2/6 hrRHrRrRInEhF（3.10）式中： E弹性模量，对于钢， aMPE50.泊松比，对于钢，=0.3H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度h弹簧钢板厚度R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r1支承环加载点半径8图 3.2 膜片弹簧的尺寸简图表 3.8 膜片弹簧弹性特性所用到的系数R r R1 r1 H h140 112 137 115 6 3代入（3.10）得 121311 05.7.94.5fF（3.11）对（3.11）式求一次导数，可解出
17、1=F1 的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点： 7.21mm 时， .1FN凹点： 64mm 时， 9506N拐点： .1mm 时， 8.71N2、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为 2。由 1112385.0FrRFf（3.12） 11294.f（3.13） 列出表 3.8:表 3.9 膜片弹簧工作点的数据12.79 6.64 4.7128.23 19.6 13.91F9020.7 5106.9 7090.823057.9 1731.2 2403.79膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点
18、 H 对应着膜片弹簧压平位置，而 211NMH。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点 M 和拐点 H 之间，且靠近或在 H 点处，一般 H1B10.8,以保证摩擦片在最大磨损限度 范围内压紧力从 F1B 到 F1A 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C ，为最大限度地减小踏板力， C 点应尽量靠近 N 点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 AF1应大于或等于新摩擦片时的压紧力 BF1，见图 3.3。3.7 膜片弹簧的应力计算假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 O 转动（图 3.4）
19、。断面在 O 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O 点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点 O。令 X 轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为： xey2/1E2t （3.14）图 3.3 膜片弹簧工作点位置式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径e=（R-r ）/In(R/r) （3.15）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成 Y 与 X 轴的关系式：Ee1E12Yt2t2t（3.16）10图 3.4 切向应力在子午断面
20、的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置 一定时，一定的切向应力 t 在 X-Y 坐标系里呈线性分布。当 0t时X)2(Y，因为)2(的值很小，我们可以将)2(看成)2(g，由上式可写成tg。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O 而与 X 轴承)(角的直线上。从式（3.16）可以看出当 eX时无论取任何值，都有e)2(Y。显然，零应力直线为 K 点与 O 点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点 B 处切向压应力最大，A 处切向拉应力最大，分析表明，B 点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核 B 处应力就可以了，
21、将 B 点的坐标 X=（e-r）和 Y=h/2 代入（3.17）式有： 2)(212 harereEtB（3.17） 令0dt可以求出切向压应力达极大值的转角 re2hP由于： 48.15)9/8ln()l(rRemm所以： 3254.0P， -51.7tBN/mm2B 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力 F2 作用下还受有弯曲应力：2rfrhbnF6（3.18）11式中 n分离指数目 n=18br单个分离指的根部宽 7.1584210rbrmm当离合器彻底分离时，膜片弹簧最大变形 l=0.65*H+2.4=5.65mm此时 F1=5794.3N，F2=1964.2N因此： 5.28rBN
22、/mm2由于 rB 是与切向压应力 tB 垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B 点的当量应力为： 7.6.415.28tBrBjN/mm2170jjN/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1214h） ，使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。3.6 扭转减振器设计减震器极转
23、矩 2735.1maxejTNm 摩擦转矩 94.0uNm预紧转矩 .maxenNm极限转角 123j 扭转角刚度 70jTkNm/rad 详细见图 3.5。3.7 减振弹簧的设计1减振弹簧的安装位置 2)75.06.(0dR，结合 0dmm，得 0R取 54mm，则654.02dR。 2全部减振弹簧总的工作负荷 ZP12506RTPjZN3单个减振弹簧的工作负荷 P7.842ZN式中 Z 为减振弹簧的个数，按表 3.9 选择：取 Z=6表 3.10 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径 D/mm 225250 250325 325350 350Z 46 68 810 10图 3.5 扭转减振器4
24、减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力根据机械原理与设计(机械工业出版社 )采用 65Mn 弹簧钢丝， 设弹簧丝直径dmm, 1620bMPa,8105.bMPa。（2）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表 3.11 旋绕比的荐用范围d/mm 4.0215.2.65.17428C 1720946确定旋绕比 ，曲度系数 40)()4( CCK（3）强度计算 28piKFdj=2.45mm，取 d=2.5.中径 CdD2=10mm；外径 5.122dDmm（4）刚度计算弹簧刚度 )10/(2nKRk=156N/mm弹簧的切变模量 8GMPa，则弹簧的工作圈数kCdFnl318=2.504
25、取 n=3.总圈数为 5.41n（5）弹簧的最小高度 .)(mindlmm13（6）减振弹簧的总变形量 4.5kPlmm（7）减振弹簧的自由高度 min0ll=16.4mm（8）减振弹簧预紧变形量 01kZRTl=0.52mm（9）极限转角123arcsin20Rlj, 4.5lmm, 086.2j（10）减振弹簧的安装高度 10ll=15.88mm（11）定位销的安装位置取 62Rmm。（12）从动盘毂缺口宽度 B 及弹簧安装窗口 A从动盘毂窗口 A=l=15.88mm从动盘片窗口 A1=A+1.4-1.6=16.5mm3.8 从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机
26、传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩 maxeT由表 3.12 选取：一般取 1.01.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般 2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取 10n，35Dmm， 28dmm， 4tmm， lmm， 2.cMPa。验证：挤压应力的计算公式为： nlhPc式中，P 为花键的齿侧面压力，它由下式确定： ZdDTe)(4max从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而
27、使分离不彻底， ， 分别为花键的内外径；Z 为从动盘毂的数目；取 Z=114h 为花键齿工作高度； 2/)(dDh得 86.10PKN， 05.9cMPa .1MPa，合格。表 3.13 花健的的选取花健尺寸摩擦片的外径D/mm maxeT/N.m 齿数n外径 D/mm内径 d/mm齿厚t/mm有效齿长l/mm挤压应力 c/MPa160 49 10 23 18 3 20 98180 69 10 26 21 3 20 116200 108 10 29 23 4 25 111225 147 10 32 26 4 30 113250 196 10 35 28 4 35 102280 275 10 3
28、5 32 4 40 125300 304 10 40 32 5 40 105325 373 10 40 32 5 45 114350 471 10 40 32 5 50 1304 压盘和离合器盖4.1 压盘设计（1）压盘传力方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙，在传力开始的瞬间，将产生冲击和噪声。且易华东磨损，传动效率较低。故本设计采用已被广泛使用的传动片传动方式，不但消除了以上缺点，还简化了压盘结构，有利于压盘的定中。另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时，在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。（2）压盘几何尺寸的确定压盘内外径尺寸根据之前所选的摩擦片的尺
29、寸可以确定。在这里选择压盘的外径为 285m，内径为 160 。现在我们剩下的工作就是确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：（1）压盘的质量要足够大由前面有关离合器工作过程分析中可知，在离合器的接合过程中，由于滑磨的存在，每接合一次离合器的过程中都要产生大量的热，而每次接合的时间又短（大约 3s 左右） ，因此热量根本来不及全部传到空气中去，必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和艰难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数下降、加剧磨损，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。故要求压盘要有足够大的质量来吸热。（2）压盘的刚度要足够大压盘应该具有足够的刚度和合理的结构
30、形状，以保证在受热的情况下不致产生变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧为了满足以上两个要求，压盘都做得比较厚（一般不小于 10 m） ，而且在内缘做成一定锥度以补充压盘变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应加强通风冷却。15初步选取压盘基本尺寸：外径为 280 m，内径为 165 ，厚度：12 m 。（3）压盘性能校核在初步确定压盘尺寸以后，我们还需校核压盘在一次接合的过程中的温升，根据设计要求，它不应超过 810 C。若温度过高就要适当增加压盘的厚度。当压盘厚度取为 12 ，此时压盘的质量是 6.47 kg。此时可以根据下式来进行校核：压mcL(5-3)式中， 为温升， / C；
31、 L为滑磨功， N； 为分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘， =0.50；双片离合器压盘， =0.25；双片离合器中间压盘， =0.50；c为压盘的比热容，对于铸铁压盘， c=544.28 KkgJ； 压 为压盘的质量。7.14.6*28530.合格。4.2 离合器盖的设计中、轻型货车及轿车的离合器盖一般用 08F、08Al、08 钢等低碳钢板，重型汽车则常用铸铁件或铝合金压铸件。对离合器盖结构设计的要求有：（1）应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。选择用定位螺栓对中。（2）应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作
32、特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为3-5 m低碳钢板冲压成比较复杂的形状。尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。（3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状，或在盖上加设通风扇片等，用以鼓风。根据本次设计的对象为轿车，所以离合器盖材料选为 08 钢。3.13 分离轴承的寿命计算分离轴承的参数表 3.14 分离轴承参数表型号 Cr pf n7014C 48.2KN 1.2 3 4500r/min16结 论通过以上对膜片弹簧离合器
33、及液压操纵机构的工作原理的阐述及各构件的计算说明，可以看出离合器操纵机构的设计要从选材，尺寸约束，传递发动机扭矩，驾驶员操作等各方面的综合考虑。计算方面：离合器的主要参数 ，P0,D,d ，结果按照基本公式运算得出并通过约束条件，检验合格。操纵机构自由行程符合规格，总行程 131mm180mm 符合标准条件，在此前提下同时也保证了机件具有足够的刚度，在有外部压力的情况下不会轻易变形。设计所得尺寸既符合工作机理的需求又满足安装的要求。选材方面：摩擦片选用石棉基材料，保证其有足够的强度和耐磨性、热稳定性、磨合性，不会发生粘着现象。扭转减振器中的扭转弹簧选用 65Si2MnA，其中所含硅成分提高了机
34、件的弹性，所含錳，加强了耐高温性；设计后的离合器顺利通过温升校核，目的是防止摩擦元件过快地磨损和温度过高。综上所述，本次设计遵从了：（1）分离彻底；（2）接合柔和；（3）操纵轻便，工作特征稳定；（4）从动部分转动惯量小的设计要点，数据全部通过约束条件检验，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐压和耐高温的要求，而且离合器尺寸合适，适宜安装，能最高效率传递发动机扭矩，完全符合计划书及国家标准。但是，我的设计中仍存在大量的错误和缺点，如加工精度问题等等。对于我在设计中出现的错误，希望广大读者和专家批评指正。17参考文献1 徐石安,江发潮 .汽车离合器M.清华大学出版社.2005. 2 陈家瑞.汽车构造
35、 M. 机械工业出版社.2005. 3 王望予.汽车设计 M. 机械工业出版社.2006.4 中国机械工程学会,中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典M.江西科学技术出版社.2002. 5 严正峰,盛学斌 .35 膜片弹簧离合器校核设计J. 设计.计算.研究.2004（5）. 18文献检索摘要曹 涌，陶 华. 基于灵敏度分析的离合器膜片弹簧优化设计. 西北工业大学学报，2005年 第6期第21卷摘 要:利用灵敏度分析的方法,有目的地选择适当的设计变量,对汽车离合器用膜片弹簧进行优化设计,改进了以往只凭经验选取设计变量进行优化,造成变量过多、计算冗长且结果有偏差的问题。通过对膜片弹簧载荷-变形
36、公式的灵敏度计算,找出对目标函数灵敏度较高的膜片弹簧内锥高h、厚度t、碟簧部分内半径r以及工作状态下膜片弹簧大端变形量b等4个参数作为设计变量,将七维问题简化为四维,减少了运算量,清除了多余变量对优化过程的干扰作用,使结果更准确可靠。冉振亚 赵树恩 李玉玲 基于遗传算法的汽车离合器膜片弹簧优化设计 重庆大学学报：自然科学版，2003年 26卷 9期摘 要:19关于膜片弹簧的优化设计，可有多种不同的优化设计方案和模型。通过对比分析，以在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的平均值最小及驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力的平均值最小为共同优化目标，建立数学模型，并应用此模型，采用遗传算法对某轿
37、车离合器膜片弹簧进行优化设计计算。结果表明，应用此模型优化后的膜片弹簧各决策变量的值明显优于利用传统经验公式设计所得的结果；对于多目标优化设计，遗传算法具有比传统优化方法更强的全局寻优能力。习纲，陈建武，陈俐. 膜片弹簧离合器的非线性控制. 机械工程学报，2004年 第9期摘要：膜片弹簧的非线性弹性特性给汽车离合器的高精度自动控制带来 困难。针对这类特性已知的 非线性输入，根据广义能量原理和反函数定理设计非线性补偿器，从理论上证明了闭环控制 回路的渐进稳定性。该补偿器应用于膜片弹簧离合器的自动控制，跟踪期望输出轴角速度。 仿真表明，非线性控制器是渐进稳定的，跟踪品质明显优于线性控制器。褚祥元
38、汽车离合器膜片弹簧的优化设计（一）轻型汽车技术 2005年 6期摘 要:本文探讨汽车离合器弹簧在已知工作条件下，如何用优化设计方法，选择出一组膜片弹簧的优化结构参数。为此目的，选择在摩擦片磨损范围内，弹簧压紧力变化平均值最小和分离过程中分离操纵力的平均值最小为双目标函数，并合理地选择约束条件，利用混合点罚函数 SUMT 法构造新目标函数，然后用无约束化问题算法POWLL 探索最优点，根据自编程序可迅速地得出理想的优化结果。张邦成 王占礼 高智 邵春平 吴亚军 王重波 基于卡尔曼滤波的汽车离合器综合性能检测平台设计 ，农业工程学报-2010(2).-202-206 摘要：20为了准确、全面获得离合器的工作性能与相关特性,设计开发了汽车离合器综合性能检测平台。通过调整电动机的转速、扭矩与惯量盘和道路阻力矩的大小可模拟不同车型离合器的实际使用工况,实现了单一设备对多种规格离合器的综合性能检测。为了对汽车离合器综合性能检测平台的转速系统进行控制,设计了模糊PID控制算法,并采用卡尔曼滤波对转速信号进行滤波处理,从而消除了现场随机干扰,抑制了工频干扰。采用工控机作为上位机,PLC作为下位机,以Visual C为软件开发平台设计了检测与控制系统。经验证,所设计的检测平台具有很高的检测精度和检测准确率,并且运行稳定、可靠。
